【《乘用车变速器和驱动桥的设计计算》11000字（论文）】

I页1绪论1.1本课题研究意义在科技飞速发展的21世纪，汽车行业也正在发展，传动系统的形式也越来越多。能源匮乏与环境恶化等问题，导致不得不转变发展方向，新能源的汽车的发展也愈加迅速。就目前而言，新能源汽车还是有许多与传统汽车无法克服的问题，比如续航远远不如传动汽车，充电时间长，充电桩的数量也达不到人们需求的数量，这些问题如果不能解决，就不如传统传动系统方便。所以传统汽车依旧无法被新能源汽车所替代。现阶段要想发展汽车行业，高效、方便、舒适、节能的汽车传动系统的发展是必不可少的。优化现阶段的传动系统的参数，开发有关于传动系统的新型材料，对传动系统进行总体优化等方面都可以更好的发展汽车行业。1.2国内外发展现状在汽车发展过程中，汽车传动系统从初始的链传动，逐步发展到手动变速，自动变速。其中的驱动方式、布置方案等也出现了许许多多的形式。变速器零部件的种类也有了许多的变化。传动系统经过长期发展，已经逐渐清晰，人们将传动系统概括为机械形式、液力形式、电力形式三类传动系统。机械式传动系统是第一代系统的的传动方式，它的优点是使用广泛，技术较其他相对成熟，应用于的车型最多。液力式传动系统是机械式之后的另外一种新型传动系统，应用场所大多是轿车。它有一些区别于机械式的优点：(1)操作方便，即使驾驶员换挡技术差也可以安全换挡。(2)有好的传动比，速度变换、连续、平稳，乘坐舒适性大大提升。(3)因为方便安全驾驶员疲劳会减轻，间接提高驾驶车辆的安全性。液力式传动系统虽然有许多机械式所没有的优点，但是它结构复杂，成本远远高于机械式，并且传动效率也没有机械式好。现如今，全世界汽车工业都发展迅速。国外对于汽车动力传动系统的技术的研究早于我国，在整体实力上比我国强上不少。但是，全球形式的变化飞快，并且难以预测，未来的汽车行业充满变数，只有时刻关注市场，才能抓住机遇。变速器作为汽车传动系统中不可缺少的重要零部件，对于传动系统的发展具有决定性的作用。不同国家对于变速器的发展方向有着不同的侧重点。在工业发达的日本，无级变速器的的发展最快，这得益于日本用户喜欢可以自动变速的小型汽车，从而让需要无级变速器的需求加大，成为整个日本销售量最好的变速器类型。这导致日本的无级变速器的发展速度不断加快。下图为日本汽车变速器的需求情况。图1-1日本变速器需求量在美国，消费者最重要的需求为驾驶环境舒适，操纵轻便简单，对于燃油损耗并没有大的需求，所以导致以自动变速器型的汽车为市场主导地位。目前，美国企业以6AT为主要发展目标，但是在2011年左右，湿式离合器技术的成熟，湿式DCT也飞速发展。下图为美国变速器的需求情况。图1-2美国变速器需求量目前，我国已经在汽车市场中处于领先地位，但是汽车传动系统中的变速器的相关产业大多由国外的公司所掌控，早在2012年一年内，变速器的进口额总值大约为70亿美元左右，其中的市场潜力巨大。为了抢占这一市场，自主研发高效节能且适合我国的变速器就是我国主要发展目标。在以前，AT是我国汽车的主要类型，但是近几年中，影响我们买车最重要的因素已经变成了车辆油耗或者汽车价格，所以在2012年左右，装配双离合变速器（CVT）的汽车更加具有优势，CVT车的市场占有率随之提升。下图为我国变速器的需求情况。图1-3中国变速器需求量汽车变速器发展目标是高效，节能环保。从消费者来说，更重要的是驾驶舒适，性价比高。所以，综合以上要点，就是我国变速器的发展趋势。由于当时的科学技术不发达，最初的机械式无级变速器不能传递较大的功率。1970年之后，金属带式无级传动(CVT)与荷兰某公司研究了出来。并于1987年开始投放试用，大大推进了此项技术的发展。近年来，国家积极开发新能源，因此，电力式是我们国家的关键开发目标，主要应用于混合能源汽车中。它符合国家要求的排放标准，它最大的优点就是绿色、环保、节能。目前来说，电力式传动系统的技术稍显稚嫩，并且价格昂贵，所以，这些都是我们接下来需要攻克的难题。目前的变速器中自动变速是汽车传动发展的重心，经过长久有效的发展，自动变速器的种类出现了许多。在我国，经过长时间的开发，手动传输的设计原理和生产技术已经成熟，所以在引进国外先进技术后，再加上自己自主研发，亦可以满足我国市场，并且可做到产品出口。我国变速器行业发展的有利因素主要是因为产业政策的推动，还有就是我国汽车市场的崛起，开阔了市场，带来了发展机会。在未来，多档位变速器、电动车变速器，自动变速器是我们之后的研究方向。1.3本文研究主要内容汽车的传动系统是汽车发展的重点，对整车动力性，燃油经济性影响非常大。本文以轿车为研究对象，对其传动系统进行设计，选取适当的汽车传动系统的布局，对传动系统中的变速器和驱动桥部分零部件进行计算校核与设计，并根据计算结果应用CAD对传动系统中变速器、驱动桥、主减速器、差速器等零件进行绘制。2变速器设计2.1变速器的功用由于汽车发动机所发出的转矩与转速的变化范围很小，无法直接满足汽车使用，而变速器的功用就是将发动机的转矩与转速经过改变后传递到驱动车轮。即使汽车在发动时或者进行爬坡行驶等不同行驶过程中，发动机也依旧可以保持在较为有利工作范围范围内。汽车设计空挡是要保证即使汽车在停车或滑行时，发动机也不需要关闭。变速器还需要设计倒挡，因为发动机曲轴的转动方向是不能改变的，为了可以随时进行倒车，所以还需要设计一个可以随时进行倒车的倒车挡位。2.2设计要求由《汽车设计》可知，设计一个可以投入使用的变速器需要以下要求：1.选择合理的传动比，保证变速器具有好的动力性；2.需要设置空挡，保证汽车可以进行停车与滑行；3.汽车可能随时倒车，所以要设计一个倒挡；4.在汽车进行换挡时要方便、便于操作；5.工作效率高；6.变速器的工作时声音小，提供舒适的驾驶体验；7.体积小，方便制造与安装；2.3变速器类型从十九世纪八十年代至今，汽车变速器已经诞生了超过一百年时间了，汽车变速器的类型也越来越多，下图为乘用车变速器的主要类型。图2-1乘用车变速器主要类型2.4变速器工作原理变速器变速原理：假设有两个齿轮相互啮合，它们齿数不同，大小不等。如果想让转速降低，就将小齿轮与转速输出端接合，此时与小齿轮啮合的大齿轮输出的转速就会降低；反之，将大齿轮与转速输出轴接合后再与小齿轮啮合之后，小齿轮产生的转速经过啮合之后转速会增加。设主动齿轮齿数转速，从动齿轮转速。假设他们啮合相同时间，啮合的齿数不改变，即这对齿轮的传动比为。也就是说：根据以上公式作为汽车变速器核心工作原理，即通过数量不同大小不等的齿轮副进行传动，实现变速器的变速功能。变速器变向原理：众所周知，变速器设计要求中有一条就是要设置倒挡，因为发动机工作时方向不可以随意更改。为了实现这一功能，人们在两啮合齿轮中在加入一个齿轮，这样就可以改变输出轴的运行方向，即使不改变发动机，汽车也可以进行倒车。2.5变速器结构方案选择通过查阅近几年传动系统有关设计，结合所学汽车底盘内容中有关变速器设计内容，本次变速器类型的初步选择为：两轴式变速器，档位选择为两轴五档变速器。图2-1为各个档位具体位置布置图。图2-1变速器传动示意图本次设计两轴式变速器中的最高档档与倒挡齿轮的布置在了在靠近两轴的支承位置，是因为变速器在它们工作过程会产生比其他档位更大的力，这样布置之后，既容易组装，有能够使轴具有充足的强度。保证变速器不会因为齿轮安装位置错误而造成危险。2.6变速器主要参数的选择与计算2.6.1设计初始数据驱动形式：前驱；最高车速：=190；长/宽/高：4893×1862×1449；轴距：2830；发动机功率：=143；转矩：=；总质量：=1495Kg；转矩转速：=3000r/min；车轮：225/50R17；2.6.2变速器传动比确定初选传动比： （2-1）式中：——；——；——；——，一般取0.85；——； （2-2）转矩对的适应系数=1.1～1.3所以=5777=0.328m带入公式（2-1）（2-2）中=最大传动比选择：（1）： （2-3）式中：——；——，取；——，取；——；——；——，%；带入数值计算得(2)满足附着条件： （2-4）式中：——，为，这里取为0.6；——，；计算得≤3.459；由（2-3）（2-4）计算所得，2.655≤≤3.459；这里取=3.3；校核最大传动比要求的取值范围为，符合设计要求。其他各挡传动比由以下公式计算：根据《汽车理论》 （2-5）式中：——，各挡之间的公比；因此，其他各挡的传动比为：，，，==1.348所以其他各挡传动比为：=3.3，==2.448，==1.816，==1.347=0.852.6.3中心距A （2-6）式中:A——；——，乘用车：取9.0；——，取96%；计算得：2.6.4齿轮参数1.齿轮模数变速器用齿轮模数的范围见表2-1表2-1汽车变速器齿轮法向模数/t/mm最终所选模数要求符合国家标准GB/T1357—1987的规定，见表2-2表2-2汽车变速器常用齿轮模数—最后，一、三、五、倒挡模数取2.25，二、四挡齿轮模数取2.502压力角乘用车选取标准：取用等小一些的压力角，有利于增加重合度，降低噪声。国家规定的，本次设计采用的压力角为20°3.螺旋角结合实验可以得出以下结论：螺旋角对影响以下几类性质：齿轮相互啮合时是否产生杂音，两齿轮啮合时的重合度不同等。螺旋角选取范围如下：乘用车两轴式变速器螺旋角：。4.齿顶高系数随着齿轮的制造技术愈加成熟，加工精度也随之逐渐提高，我国目前不再采用短齿制方式制造齿轮。齿顶高系数选取为；5.齿宽直齿计算公式：，——，，这里取7.0；斜齿计算公式：，的取值范围为；本次设计取8.02.7各档齿轮设计一档齿轮：，初选；一挡传动比： （2-7）齿数和： （2-8）联立（2-7）（2-8）并取整得：，；对中心距进行修正计算齿数和取整之后，之前的齿轮中心距也会变化，根据前一步计算得到的重新计算中心距，可减小误差。修正之后的中心距又下式计算：=67.043计算一挡齿轮参数：表2-3一挡齿轮基本参数同理，二挡、三挡、四挡、五档齿轮计算齿轮参数相同。二挡齿轮为斜齿轮，模数，初选； （2-9） （2-10）取整为51，则，理论中心距表2-4二挡齿轮基本参数序号名称公式三挡齿轮为斜齿轮，初选=25°，； （2-11） （2-12）取整为54得理论中心距=67.030mm表2-5三挡齿轮基本参数序号名称公式四挡齿轮为斜齿轮，初选=25°，模数=2.50， （2-13） （2-14）取整为49则：理论中心距=67.582mm表2-6四挡齿轮基本参数序号名称公式五挡齿轮为斜齿轮，初选=25°，=2.25， （2-15） （2-16）取整为54理论中心距=67.030mm表2-7五挡齿轮基本参数序号名称公式倒挡齿轮设计计算：倒挡齿轮的模数，选择齿轮齿数。初选，=13，计算公式如下： （2-17）——中心距；计算得：==39.4。在倒挡齿轮的啮合过程中可能会发生两个齿轮运动之中会相互干扰，为防止此类情况发生，两齿轮之间需要保持左右的空间，齿轮的下式计算得： （2-18）计算得：=99.25mm=42.1取计算倒挡轴和输出轴的中心距 （2-19）=67.5mm计算倒挡传动比： （2-20）计算得=2.8462.8变速器材料选择与强度计算2.8.1各档位处轴的转矩传动系统零件传动效率：离合器为百分之九十八，轴承为百分之九十六，齿轮为百分之九十九；由原始数据得：最大扭矩为=260N.m输入轴==260·N.m；输出轴==260×96%×99%=247.104N.m；输出轴一挡=247.104×3.3=817.049N.m；输出轴二挡=247.104×2.448=593.049N.m；输出轴三挡=247.104×1.816=537.698N.m；输出轴四挡=247.104×1.347=329.390N.m；输出轴五挡=247.104×0.85=213.003N.m；倒挡=260×0.96×0.99×2.846=703.257N.m；2.8.2轮齿强度计算由于汽车变速器使用条件都差不多，同时它的齿轮的材质，支撑方法也相似。因此，使用以下简易式计算汽车的变速强度。对于汽车变速器来说，也可以得到准确的结论。1.计算轮齿弯曲强度本次设计中，倒档齿轮为直齿轮它的弯曲应力计算公式如下： （2-21）式中：——（MPa）；——（N.mm）；——，近似取=1.65；——，一般=1.1，从动齿轮=0.9；——（mm）；—；——，具体数值参考图2-2；其中：取值为变速器处于正常工作时在第一轴所产生的最大转矩。图2-2齿形系数图所计算的许应力范围在内为合格。倒挡齿轮的弯曲应力，，计算过程如下：其中：=23，=13，=37，=0.146，=0.145，=0.157，=703.257N.m，=247.104N.m=684.617=823.527=812.378由计算结果得：倒挡齿轮的弯曲应力σw11，σw12，σw132.斜齿轮弯曲应力 （2-22）式中：——；——；——；——，=2.0；其中;的取值为变速器在正常工作时第一轴所产生的最大转矩。（1）一挡齿轮弯曲应力，的计算结果如下：其中：=13，=43，=0.127，=0.143，=817.420N.m，=260N.m，=318.43=337.354（2）二挡齿轮的弯曲应力的计算结果如下：其中：=15，=36，=0.164，=0.122，=593.049N.m，=260N.m，=295.65=325.26（3）三挡齿轮的弯曲应力的计算结果如下：其中：=19，=35，=0.132，=0.148，=537.689N.m，=260N.m=316.55=263.25（4）四挡齿轮的弯曲应力的计算结果如下：其中：=21，=28，=0.138，=0.142，=329.390N.m，=260N.m=244.56=206.25（5）五挡齿轮的弯曲应力的计算结果如下：其中=29，=25，=0.140，=0.138，=260N.m，=213.003N.m=218.35=268.25由计算结果得：所计算的各档弯曲应力都在180~350MPa范围内，所以都符合设此次设计要求。2轮齿接触应力计算公式如下： （2-23）式中：——轮齿的接触应力；——节圆直径；——节点处压力角，——；——；——；、——；直齿轮计算公式：、，斜齿轮计算公式：、；、——；其中;数值取变速器处于正常工作时第一轴上所产生载荷的大小，齿轮的如表2-8；弹性模量=20.6×104N·mm-2，齿宽；表2-8变速器齿轮的许用接触应力（1）以挡齿轮的接触应力计算过程：其中：=817.104N.m，=260N.m，，，所以： =31.90mm， =u=102.08mm =6.178mm =19.769mm带入公式（2-23） 计算得=1980.18MPa<1900～2000MPa。=1980.62MPa<1900～2000MPa。计算其他挡齿轮的接触应力二挡接触应力=1259.66MPa<1300～1400MPa；=1315.26<1300～1400MPa；三挡接触应力=1069.58MPa<1300～1400MPa；=965.28MPa<1300～1400MPa；四挡接触应力=925.48MPa。<1300～1400MPa；=883.68MPa<1300～1400MPa;五挡接触应力=918.18MPa。<1300～1400MPa；=875.69MPa<1300～1400MPa;倒挡接触应力=759.35MPa<1900～2000MPa。=1895.26MPa<1900～2000MPa。=1658.25MPa<1900～2000MPa。所有档位齿轮接触应力符合设计要求。2.8.3齿轮材料选择结合实际以及调查市场环境可知，变速器的齿轮所选择的材料一般都为渗碳合金钢，因为它表层的硬度以及内部的韧性都符合要求，这可以增加齿轮的耐磨性能。对我国而言，汽车变速器的齿轮材料一般采用、几种材料。查阅相关资料，结合自身所学相关内容并依据经验，最终本次设计所选择材料为2.9轴的设计计算2.9.1初选轴的直径在之前的设计计算中，已得出变速器中心距。输入轴轴径的选取与变速器中心距存在以下关系：输入轴：d/L=0.16~0.18；输出轴：d/L=0.18~0.21；输入轴花键部分直径可按下式选择: （2-24）式中：K——，;；确定轴的最小直径： (2-25)式中：——；——；将数据带入(2-25)得：所以轴的最小直径为28mm。2.9.2轴的强度计算轴的刚度验算通过以下公式计算具体数值： （2-26） （2-27） （2-28）式中：——；——；——；——齿轮齿宽中间平面上的径向力；、——；——，MPa；——；——；——，；——轴的直径；轴的全挠度为： （2-29）轴的挠度范围，。转角要求不小于。经过受力分析确定，只需要保证1挡位置处轴的各项参数符合设计要求，就可保证设计符合设计强度。一挡齿轮所受力图2-3输入轴受力分析图其中：N，N，，mm （2-30）计算得： （2-31）计算得： （2-32）输出轴刚度图2-4输出轴受力分析图其中N，Nmm，，mmmm （2-33）计算得： （2-34）计算得： =0.0017rad0.002rad （2-35）输入轴的强度校核当变速器在一轴工作是输入轴挠度最大，最危险，因此只需校核一档（1）竖直平面面上： （2-36）计算得：=1295.55N。竖直力矩=169331.25N.mm。（2）水平面内上、和弯矩： （2-37）由以上两式可得=6456.289N，=1002568.25N.mm。按第三强度理论得： （2-38）计算得。 （2-39）计算得。同理，输出轴也符合要求。2.10轴承的选择及校核查询轴承型号，初选轴承型号为型轴承，各项参数如下，，，;预期寿命：校核轴承（1）求水平面内支反力、和弯矩 += （2-40） （2-41）由以上两式联立可得=3152.36N，=2015.36N（2）内部附加力、，由机械设计手册得 （2-42） （2-43）（3）轴向力和由于 （2-44） （2-45）（4）求当量动载荷查机械设计课程设计得， （2-46）故右侧轴承X=0.73左侧轴承X=0.45=3269.49N校核轴承寿命所要求的的预期最少使用寿命： （2-47）式中：——为，；对；=132426.9h＞=24000h所以该轴承合格，输出轴承选择为30206经过校核计算也合格。输入，输出轴的轴承型号为滚动轴承30206。2.11本章小结本章了解了变速器类型及其主要功能，并且确定了此次变速器类型为两轴式变速器，变速器齿轮采用斜齿圆柱齿轮。依据初始数据确定变速器各档位传动比与两根轴之间的中心距，再对各档的齿轮、轴和轴承进行设计计算及校核，并选取符合设计要求的材料。3驱动桥设计3.1驱动桥的功用本次设计汽车为前驱车，驱动桥类型为转向驱动桥，即要具有增加扭矩，减低转速的功能，同时还要依靠万向节进行转向，是具有转向功能的驱动桥。3.2设计驱动桥基本要求1.主减速比的选择要合理；2.质量轻，体积小；3.噪声小，提供舒适的驾驶体验；4.传动效率高；5.材料要求有足够的强度和刚度，可以提高汽车行驶平顺性；6.零件加工时工艺性要好、结构简单、拆装方便、容易制造；3.3驱动桥结构方案选择查阅相关文献，综合考虑本次驱动桥结构为断开式，这种形式增加了离地间隙，这样做可以增强汽车行驶过程中的平顺性。本次设计中发动机与变速器布置方式都为横置布置，主减速器齿轮采用斜齿圆柱齿轮传动就可以满足设计需求。3.4主减速器主要参数的计算3.4.1确定主减速比的确定值可下式来计算： （3-1）计算得:3.4.2确定主减速器齿轮的计算载荷通常是在以下两种情况下确定计算载荷发动机的转矩为最大转矩工作状态时与传动系统的最低挡传动比相互配合工作时在良好路面上正常行驶是汽车驱动车轮开始滑转时这两种工况下算出主减速器齿轮的计算载荷是较为准确的即： （3-2） （3-3）式中：——；——；——，取；——，取；——，N；——，一般轮胎时，取；轮胎为防滑轮胎时，可取；越野汽车，；——（例轮边减速器）；本设计中取，；轿车轮胎为一般轮胎，则：；由经验得：；；将上述参数值代入公式中计算得：汽车种类繁多，行驶工况十分复杂。对于大部分时间在平坦路面行驶的乘用汽车，使用环境要在比非公路行驶车辆状态稳定许多，所以，转矩计算就可以用它所承受的牵引力的平均值的来计算，平均计算转矩由计算公式如下： （3-4）式中：——，N；；——N，；；——，对于轿车一般计算时可取；；——，轿车一般取0.08；——：当时，取；其中，车内人员每人质量按计算，于是： （3-5）该式中：——；——；；即；经计算计算得：3.4.3主减速齿轮基本参数（1）齿数：根据i0初次选取主减速器中大小不同主从动齿轮的各自的齿数Z1,为了使主减速器齿轮之间相互之间能够平稳啮合、啮合时所产生噪声小，对于乘用车齿数选取，Z1一般要求齿数大于9初定，（2）齿宽系数：软齿面时，且齿轮相对于轴承是对称式布置时，=0.8～1.4；非对称布置时，=0.6～1.2；悬臂布置或开式传动时，=0.3～0.4。取=0.5，并取；得到u=84/23=4.435；则中心距： （3-6）取中心距 （3-7）故得到。（3）几何尺寸 （3-8） （3-9） 取 （3-10） 取 （3-11）表3-1主减速器斜齿轮的参数3.4.4主减速器强度校核依据的齿形计算几何尺寸，为保证齿轮有足够的强度和使用寿命，需要根据确定的计算载荷进行度验算。（1）单位齿长圆周力常用齿轮单位齿长圆周力来进行估算，即： （3-11）式中：——；——；——；按发动机最大转矩计算时 （3-12）式中：——；按驱动轮打滑的转矩计算时： （3-13）许用单位齿长圆周力见表3-2。由于材质选择提升和加工产业等制造的质量的提升，在现代汽车设计中，有时高出表中数值的。图3-2单位齿长圆周力许用值按驱动轮打滑的转矩计算时轮胎与地面的附着系数计算得：（2）齿轮弯曲强度齿轮轮齿的齿根弯曲应力为： (3-14)式中：——(MPa);——(N.m)，从动齿轮:。——，一般取1;——，，当时，，当时，;——，跨置式结构:,悬臂式结构:;——，;——(mm);——(mm);——。上述计算中，齿轮的最大接触应力需要按照中较小值计算，并且所计算得的数值不得超过1750。如果按照的数值计算齿轮接触应力时，计算数值不超过过210MPa时，证明所计算得齿轮符合设计要求。破坏的循环次数需要达到为为合格。按上式所以主减速器齿轮满足弯曲强度计算（3）齿轮接触强度计算齿轮轮齿的齿面接触应力为 （3-15）式中：——；——(m);——，，一般取；——，，一般取;——，钢对钢齿轮，取；——；上述计算中，齿轮的最大接触应力需要按照中较小值计算，并且所计算得的数值不得超过2800。如果按照的数值计算齿轮接触应力时，计算数值不超过1750时，证明所计算得齿轮符合设计要求。其中，两齿轮由于是相互啮合的关系，所以接触应力的是相同的。最终计算得：所以所设计的主减速器齿轮符合设计要求。3.5差速器设计3.5.1差速器结构形式的选择在汽车转弯时，需要左右两车轮产生转速不同的情况，汽车才能进行平稳的转弯。差速器的作用就是让车轮进行角速度不同的运动。在本次设计中差速器选用对称式锥齿轮差速器，它在轿车中使用最为广泛。3.5.2基本参数的选择（1）行星齿轮数目：本次差速器行星齿轮数量为4个。（2）行星齿轮球面半径： （3-16）式中：——，，取；——计算转矩，取N·m；；行星齿轮半径确定之后，依据以下公式初选：取为。（3）确定齿轮齿数为了使行星齿轮有较高的强度，行星齿轮齿数要选小一些。半轴齿轮齿数在14~25之间。两齿轮齿数比要求在1.5~2范围内。轴正常情况下，行星齿轮与半轴齿轮，它们两个之间是处于相互啮合的状态。为了保证两者之间能够安装并成功使用，两种齿轮齿数之间需要具有以下性质： （3-17）式中：——，对于，；——；I——；即半轴齿轮的齿数除以行星齿轮的齿数是整数，就符合两者之间所满足的安装条件。在本次驱动桥设计中，差速器类型选取为，其中个行星齿，个半轴齿轮；齿数为，齿数。（4）确定圆锥齿轮模数首先确定节锥角计算公式如下： （3-18） （3-19）式中：，——；计算圆锥齿轮大端端面模数:由于弯曲应力的校核的影响，取节圆直径由下式求得： （3-20）（5）压力角一般情况下，汽车差速器齿轮压力角默认选用，此时的齿高系数通常为。还有一种情况为选用的压力角，此时齿高系数通常为，这种情况下的齿数就可由原来的13减少到，由于这种齿形的最少齿数比压力角为的要少一些，因此模数的选择需要用比压力角为的齿轮的模数较大一些为此以提高轮齿的强度大小。故本次设计中选取压力角大小为。（6）行星齿轮安装孔直径及其深度 （3-21） （3-22） （3-23）式中：——，N·m；——；——中点至锥顶的距离，mm;；——，而；；——，取为98MPa。差速器传递的转矩为N·m； （3-24）计算取。3.5.3差速器齿轮计算与校核弯曲应力为： （3-25）式中：——其计算式为：式中：——计算转矩，按、两者中的较小者和计算，N·m；——；；——，；——，。时，；；——，支撑方式采用，=1.00～1.10；本次设计中取；——，取=1；；——,mm；；；——；；—，mm；；——；；当以计算出所得的乘用车差速器齿轮轮齿时弯曲应力，不大于合格；当弯曲应力σw计算以minTje,T计算结果：N·mN·m以计算：符合设计要求。按进行计算：符合设计要求。经过计算够得出两种情况下都校核成功，说明此设计符合设计要求。汽车行星齿轮和半轴齿轮的参数表国标规定，，，表3-2差速器齿轮参数及尺寸名称代号计算公式行星齿轮半轴齿轮锥距（收缩顶隙传动）=38.0561=64.04543.6半轴的设计计算3.6.1半轴的型式半轴大致上有三种分类方式，分别为全浮式半轴以及本次设计中选取的半浮式和最不常使用的半轴。其中，半浮式半轴的结构较其它两类半轴而言相对比较简单，但是可承受载荷不输于其它半轴，更加符合本次设计。3.6.2半轴的设计计算半轴的计算转矩： （3-26）式中：——，，取：；；所以： （3-27）取许用应力；代入计算得：由安全系数以及半轴强度的校核等多种因素的考虑，半轴直径取d=36mm3.7万向节与驱动桥壳设计3.7.1万向节的设计在此次驱动桥的设计中，前桥是一个既要转向又要驱动的桥，车的驱动形式为前驱车。对于转向驱动桥而言，由于取消了传动轴，减轻了整车质量。但是也因为取消了传动轴，需要不同于其它类型的车，前驱车在前车轮与半轴之需要安装万向节。万向节分为等速万向节与不等速万向节两大类，前驱车需要等速万向节进行转向的功能。其中，等速等速万向节也有许多类型，在本次设计中共需要四个等速万向节。因为万向节在工作过程中，里面的钢球在滚道中滚动时会产生较大的应力，所以材料的选取能够承受高的应力。经过多次选取本次设计万向节钢球材料为。3.7.2驱动桥的设计驱动桥桥壳的设计要求不仅需要制造方便，结构简单，还要有足够的强度和刚度以应对复杂的工况。因为可分式桥壳强度和刚度比较低，且装配、调整、维修都带来很大困难，不符合本次设计要求。对于整体式桥壳由于在汽车的横向平面内，两轮不能有相对运动不符合设计要求。考虑汽车的类型，以及各桥壳优缺点，